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1、毕业设计（论文）毕业论文双摆线钢球行星传动减速器设计摘要随着机械制造业市场竞争的加剧，如何提高产品质量，加快产品的研发及缩短制造周期一直是机械制造业面临的一个问题。当今计算机技术在机械设计和制造中发挥着重要的作用，多种设计软件在机械设计的各方面得到了广泛的应用。 本课题在计算机辅助设计制造理论的指导下，对一种新型的“双摆线钢球减速器”进行了研究。这种新型减速器与国内外已有的齿轮减速器相比较，有如下特点：(1) 传动比范围大，最大可达几千。若制作成多级减速器，则更显示出本减速器的优点。(2) 结构简单、体积小、重量轻。(3)机械效率高。由于用滚动摩擦代替了滑动摩擦，减少了摩擦，提高了传动效率。这
2、是别的许多减速器所不及的。论文的主要内容包括：介绍了双摆线钢球行星传动减速器的结构特点和工作原理，选取一组设计参数进行了详细的设计，分析了影响减速器性能的参数。根据减速器性能参数进行计算并运用CAD软件绘出减速器的装配图及零件图。本文的研究结果为双摆线钢球行星传动减速器的设计和改进提供了重要的参考依据，也为新产品的开发提供了有效的方法与经验。关键字：减速器，双摆线，CADABSTRACTAlong with the mechanical manufacturing market competition intensifies, how to improve product quality, s
3、peed up product development and reduce lead-time is always a problem with mechanical manufacturing industry. Todays computer technology in mechanical design and manufacturing plays an important role in variety of design software, all aspects of mechanical design has been widely used.This topic in co
4、mputer aided design manufacture theory, under the guidance of a new kind of double cycloidal steel ball reducer is studied. This new type reducer and researches have been compared the gear reducer, has the following characteristics: (1) transmission range, the biggest can amount to several thousand.
5、 If make multistage speed reducer, criterion more show the advantages of this gear reducer. (2) simple structure, small volume, light weight. (3) mechanical high efficiency. With the rolling friction is substituted for sliding friction, reduce the friction and improve the transmission efficiency. Th
6、is is as many other reducer. The paper introduced the main contents include: double cycloidal steel ball planetary gear reducer structure characteristics and working principle, selecting a group of design parameters for the detailed design, analysis the influence of gear reducer. Performance paramet
7、ers According to the speed reducer is calculated and performance parameters of CAD software draw gear reducer and parts drawing assembly drawings.This research results for double cycloidal steel ball planetary gear reducer design and improve provides an important reference for the new product, also
8、the development to provide effective methods and experience.Key words: double cycloidal reducer to, CAD目录摘要1ABSTRACT21.绪论51.1课题目的背景及意义51.2国内外现状61.3主要研究的内容71.3.1减速器几何参数的计算与选取71.3.2减速器结构设计与计算71.3.3绘制装配图和零件图72. 减速器原理72.1双摆线钢球行星传动机构的传动原理及结构82.1.1行星传动的原理及结构类型82.2摆线的形成102.2.1按有无包心形成内外摆线102.2.2按有包心形成内外摆线12
9、2.3摆线齿廓的啮合原理122.4双摆线的啮合传动142.5传动比的分析计算152.5.1直接分析法152.5.2机构转化法163.减速器几何参数的选择193.1廓线方程的建立193.2运动、几何参数的设计193.2.1齿廓曲线参数的选择203.2.2钢球数nd的选择203.2.3滚圆半径r0的选择223.2.4 k1值的选择243.2.5结论274.结构设计计算284.1总体布局284.2传动原理及特点294.2.1工作原理294.2.2机构特点294.3减速器的失效分析及材料选择294.3.1减速器可能出现的失效形式294.3.2材料选择和热处理304.4设计步骤的简要说明304.5结构的
10、初步设计324.5.1参数选定及计算324.5.2摆线盘尺寸的计算344.5.3确定W机构的结构尺寸355.结 论36致谢37参考文献381.绪论1.1课题目的背景及意义能源紧缺成为世界难题已是不争的事实，尤其在近几年，各国因为能源问题引发的纷争不断升级，这一严峻问题已经引起了广泛的关注。温家宝总理在政府工作报告中提出，缓解我国能源资源和经济社会发展的矛盾必须立足国内，显著提高能源资源利用效率，这说明提高能源效率已经成为解决能源短缺与经济社会发展矛盾的重要手段。一般说来，一个传动系统中的机构越复杂，运动副越多，运动链越长，则各运动副中的摩擦损耗越大，传动效率必然较低。要提高传动效率、节约能源，
11、一方面应尽量简化机械传动系统，使功率传递通过的运动副数目越少越好；另一方面应设法减少运动副中的摩擦，如用滚动摩擦代替滑动摩擦等。而现有的多数减速器都存在着消耗材料和能源较多的问题，对于大传动比的减速器，该问题更为突出。由于减速装置被许多企业广泛使用，因此不论在减小体积、减轻重量、提高效率、改善工艺、延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都将会促进资源（包括人力、材料和穗能源）的节省。CAD技术具有高智力、高效益、知识密集、更新速度快、综合性强等特点。它是科技领域中的前沿课题之一。CAD技术的发展和应用水平已成为衡量一个国家科技和工业现代化水平的重要标志之一。CAD技术从
12、根本上改变了过去的手工设计绘图，凭图样组织整个生产过程的技术管理方式，而变成了在计算机上交互设计，用数据文件定义产品。在统一的数字化产品模型下进行产品的设计、分析计算、制订工艺规程、设计工艺装备、数控加工、质量控制等。我国已充分认识到了CAD技术的重要地位，已经在大力推广。国内很多软件商都以“甩掉图板”为口号促销其产品，造成很多初学者以为CAD不过是代替铅笔、圆规和直尺而已。诚然CAD固然可以甩掉图板，大量减轻设计者手工设计和绘图的劳动量，但这只是CAD最基本的功能而己，CAD的实质不单是甩掉图板，更本质的是可以帮你省去繁重重复的工作，帮你进行各种复杂的数理分析，使设计的产品在还没生产出来之前
13、就可以得知其合理性，避免造成生产上的损失，减少产品设计与制造的风险，缩短产品的开发周期，更快地将新产品打入市场，增强产品的市场竞争力，从而解决企业的根本问题效率和效益。本课题在计算机辅助设计制造理论的指导下，设计出一种新型的减速装置。它是通过钢球在两摆线滚道内作纯滚动而实现减速传动的，具有效率高、重量轻、传动比大等一系列优点，在国内外市场中的潜力很大。特别是我国小型减速器（如航空航天器、医疗器械等领域）大多依靠进口，而本减速器的一个巨大优势就是可以做超小型的减速器，完全可以填补国内市场的空白。并将具有较大的经济效益和社会效益。1.2国内外现状国外的减速器，以德国、丹麦和日本处于领先地位，特别在
14、材料和制造工艺方面占据优势，减速器工作可靠性好，使用寿命长。但其传动形式仍然以定轴齿轮传动为主，体积和重量问题也未解决好。据最近报导，日本住友重机研制的摆线针轮高精度减速器，意大利STM公司研制的X系列减速器，在传动原理和结构上与本项目类似或相近，都为目前先进的减速器。当今的减速器正向着大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。因此，除了不断改进材料品质、提高工艺水平外，还应该在传动原理和传动结构上深入探讨和创新，摆线钢球传动原理的出现就是一例。该减速器主要是通过钢球在摆线滚道内作纯滚动而达到传动的目的，因而摩擦损耗小，传动效率很高，结构又相当简单。如果用这种装置代替蜗杆传动，就能
15、够节约大量的能源。目前，超小型减速器的研究成果尚不多见。在医疗、生物工程、机器人等领域中，微型发动机已基本研制成功，美国和荷兰近期研制的分子发动机的尺寸在纳米级范围，如能辅以纳米级的减速器，则应用前景远大。国内的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主，但普遍存在着功率与重量比小，或者传动比大而机械效率过低的问题。另外，材料品质和工艺水平上还有许多弱点，特别是小型的减速器问题更加突出，使用寿命不长。国内使用的小型减速器，多从国外（如丹麦、德国等）进口，花去不少的外汇。由于在传动的理论上、工艺水平和材料品质方面没有突破，因此，没能从根本上解决传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等这些基本要求。90年代初
16、期，国内出现的摆线针轮减速器，也是一种摆线减速器，它可实现较大的传动比，传递载荷的能力也大，效率亦高。但是摆线针轮减速器也存在针轮结构比较复杂，摆线轮加工困难的缺点。国内有少数高等学校和厂矿企业也对双摆线钢球传动中的某些原理做了一些研究工作，发表过一些研究论文。到目前，在我国减速器市场尚无此减速器，该项目将会填补此项空白。1.3主要研究的内容1.3.1减速器几何参数的计算与选取双摆线钢球减速器具有传动比大、体积小、重量轻、机械效率高等特点，但是如果相关参数选择不当同样会影响其减速性能。本文讨论了确定摆线波形的基本设计参数nb、r0和kl，提出了各几何、运动参数的选择原则及其设计计算公式。1.3
17、.2减速器结构设计与计算双摆线钢球减速器由壳体、输入输出轴、摆线盘、钢球和轴承几部分组成，该减速器机构设计的主要内容为：确定减速器的总体布局；确定摆线盘结构尺寸；确定W机构尺寸；确定壳体尺寸；选择轴承型号。1.3.3绘制装配图和零件图绘制装配图和零件图一项重要工作，其主要内容包括：分析减速器的整体机构；统计减速器各零件的尺寸；分析各零件之间的配合关系。最后绘制出装配图和零件图。2. 减速器原理2.1双摆线钢球行星传动机构的传动原理及结构2.1.1行星传动的原理及结构类型在轮系中，如果其中有一个或几个构件的轴线的位置不是固定的，而可以绕其它齿轮的固定轴线回转，则这种轮系称为周转轮系。如在图2.1
18、中，外齿轮1和内齿轮3均可绕固定轴线O1O2回转。套装在构件H上的齿轮2既可以绕自身轴线O2自转，又可随构件H绕OH公转。一般称齿轮1、3为中心轮，齿轮2为行星轮，构件H为系杆。图2-1周转轮系的基本结构对于图2-1(a)自由度为F=34-24-2=2，称为差动轮系。2-1(b)自由度为F=33-23-2=1，称为形星轮系。由图可以看出，基本的行星轮系有三个基本的构件，两个中心轮用K表示，一个系杆用H表示，简称2K-H机构。在这种机构中，固定两个中心轮的任一个，则运动可由另一个中心轮和系杆随意输入、输出，实现传动的目的。按照行星传动机构组成的基本要求，可对基本的行星机构三个基本的构件作适当的演
19、化。如在图2-1(b)中，取掉中心轮1、3的任一个，以系杆和行星轮2作为主动件或从动件，亦可实现传动的目的。但因行星轮2作平面运动，动力必须通过能够传递平行轴之间的旋转运动的联轴器（偏心输出机构）来传递。一般用V表示偏心输出机构，则把这种行星轮系简称K-H-V行星传动机构，如图2-2中所示。图2-2 K-H-V行星传动机构行星轮系传动比的计算有好几种方法，如转化机构法、角位移变化分析法、列表法等。根椐速度瞬心法亦可方便的求出传动比。对于图2-1中(b)所示的2K-H机构，行星轮2沿固定齿轮3内圈作纯滚动，则啮合点P就是行星轮的速度瞬心。轮1与轮2的啮合点A的速度Va为：即=2轮2与系杆H的联接
20、点O2的速度V02为：即由几何结构关系：联立以上各式解之： 同理，对于图2-2所示的K-H-V机构，轮2与系杆H的联接点O2的速度V为：即 式中：r-各轮半径Z-各轮齿数由式（2-2）看出，中心轮和行星轮齿数差愈小，传动比愈大。与2K-H机构相比较，K-H-V行星传动机构结构简单，而且能获得较大的传动比，所以，K-H-V行星传动机构得到广泛的应用。在K-H-V行星传动机构的基础上，采用不同的结构形式啮合齿廓曲线就形成了不同的K-H-V行星传动机构。如摆线针轮行星传动、链条圆弧齿传动，圆弧针齿传动等。2.2摆线的形成2.2.1按有无包心形成内外摆线如图2-3，设两个大圆（定圆、基圆）O1、O2半
21、径为R1、R2，两个小圆（动圆、滚圆）O3、O4半径均为r0。当滚圆O3在基圆O1圆周外作纯滚动时，滚圆上点C的轨迹称为外摆线，如图2-3(a)所示。当滚圆O4在基圆O2圆周内作纯滚动时，滚圆上点D的轨迹称为内摆线，如图2-3(b)所示。 （）外摆线 （）内摆线 （）短幅外摆线 （）短幅内摆线图2-3摆线的形成原理从图中可以看出，摆线是以滚圆自转角、等于为周期的循环曲线。若令 、 。那么，要在基圆上形成一条封闭的具有、个完整周期的摆线，则、必须为整数，、称为内外摆线波数。同时也可以看出，滚圆上任何其它的点都不可能形成和C、D的轨迹完全重合的摆线。这表明，按无包心形成内外摆线时，动点数C、D是唯
22、一的。若在滚圆内固结一点C1(D1)，并使（短幅系数），这样当滚圆在基圆上作纯滚动时，C1、D1点的轨迹称为短幅摆线，如图（c）、（d）所示。2.2.2按有包心形成内外摆线如图2-4，设圆O1、O2半径为R1、R2；圆O3、O4半径分别为R3、R4当滚圆O2在基圆O1圆周外作纯滚动时，滚圆上点E的轨迹称为外摆线，如图2-4（a）所示。当滚圆O3在基圆O4圆周内作纯滚动时，滚圆上点F的轨迹称为内摆线，如图2-4(b)所示。图2-4有包心形成内外摆线同理，若在滚圆圆周外固结一点，则该点的轨迹称为短幅内外摆线。2.3摆线齿廓的啮合原理由上一节可知，摆线可按有包心和无包心两种方法形成，在满足一定条件时
23、，两种形成法形成的摆线是等效的。 图2-5有包心形成外摆线的过程在上图所示的有包心形成法形成外摆线的过程中，开始动圆上的E点与基圆上的P点重合，因动圆较大，那么在动圆上取一点E1，并使动圆上的EE1与等于基圆上的PP1，则当动圆逆时针转动时，E1一定与P1重合，并且E1点一定在E点所形成的外摆线上。由此，在动圆上取若干点E1、E2、E3、，并使EE1E1E2E2E4。当动圆连续纯滚动时，E1、E2、E3、等点的轨迹是一致的，即形成一条连续的外摆线。这表明，按有包心形成外摆线时，E1、E2、E3、等点是等效动点。现设形成的外摆线的波数为n1，动圆上的等效动点数为Z1，则有(整数) =n1+1同理
24、，设形成内摆线的动点数为Z2，摆线的波数为n2，则有Z2n21这表明，n波连续的一条封闭的摆线上有胜个等效动点。从图2-5可以看出：（1）P、P1、P2、各点是一波摆线在基圆上的起、终点，它们均布于基圆上，等效动点E1、E2、E3、是动圆与所形成的各波摆线的交点，它们均布于动圆上。这里定义动圆为“动点圆”。（2）由等效点E1、E2、E3、等形成的摆线在这些点处的法线都通过基圆上的P点，也就是说，过等效动点的法线必定交于同一点。动圆和基圆的连心线亦通过P点，所以总有常数。因此，等效动点与摆线啮合能满足啮合基本定律的条件，保证实现定传动比传动。2.4双摆线的啮合传动前面分析中，我们对等效动点的形状
25、未加任何限制条件，因此它可以是任何曲线，据此，得到这样的结论：若用摆线作啮合轮廓，要保证获得定传动比传动，则与摆线按星形传动原理啮合的任何齿廓的动点圆应与摆线形成中的自身动点圆相重合，并且动点数相等。图2-6双摆线的啮合过程按此结论，一条内摆线与一条外摆线必能按行星转动原理进行啮合传动。如图2-6所示，其实现定传动比和连续传动的必要条件是：即 n2-1=n2+1 n2-n1=2 式中：按无包心形成内外摆线时的动圆半径。由式（1）、（2）可知，双摆线啮合是两齿差的行星传动。啮合过程的实质是：形成内外摆线的两基圆按偏心距为2r0配制（相切）后，两基圆作纯滚动时，内外摆线各自的动点圆重合作平面运动。
26、动点圆圆心位于两基圆连心线的中点。动点圆的半径。动点即为内外摆线的啮合点均布于动点圆上，动点数由图2-6也清楚地看出：内外摆线除啮合点（动点）处相切，还有若干相交点，因而在实际传动中，内外摆线发生严重的干涉。由此可知：内外摆线很难在同一平面内按行星传动原理进行啮合传动。为此，把内外摆线刻制在两个平盘的表面上，配制后组成一条循环滚道，按动点数放入滚动体（钢球），使内外摆线间接啮合。这样既解决了内外摆线啮合传动中的干涉问题，同时也减少内外摆线的磨损，增大接触面积，提高承载能力和传动效率。2.5传动比的分析计算2.5.1直接分析法对图2-2建立如图2-4坐标系。定坐标系（XO1Y）固连于基圆，动坐标
27、系（XO2Y）固连于动圆。 图2-7 公转与自转的关系为动圆绕基圆公转的转角，为动圆自转的转角。则各转角之间的关系为：角速度之间的关系为： J角速度之间的关系为： 即 2.5.2机构转化法将摆线齿廓啮合转化为K-H轮系结构，如图： 图2-8一级减速器简化结构此处，定盘简化为一固定内齿轮，动盘为行星轮，偏心为系杆H，设Z1为固定摆线盘的波数（即相当齿轮齿数）；Z2为偏心摆线盘波数，为输入角速度，为输出角速度。那么，根据速度瞬心法可得出轮2与系杆H的联接点O2的速度为： 即 得 上式即为一级减速器的传动比公式，只需将Z2=n，Z1=n+1代入式中，即可得出： 从以上两种分析方法可以看出，双摆线钢球
28、行星传动机构的传动比可按两齿差的行星传动机构直接写出为，其中n是作行星运动的摆线盘上摆线的波数。对于二级双摆线钢球行星传动减速器可以简化为图2-9中所示的周转轮系机构。 图2-9二级减速器简化结构根椐图2-9可方便的求出二级双摆线钢球行星传动减速器的传动比。设Za为固定摆线盘的波数，为其角速度；设ZB为第一级偏心盘的波数，为其角速度；设ZC为第二级偏心盘的波数，为其角速度；设Zd为输出盘的波数，为其角速度；设为杆系H的角速度；对轮系加一个（）的角速度，则各运动件相对H的角速度为：定盘a:杆系H：第一偏心盘b：第二偏心盘c：输出盘d：这时：由此得二级减速器传动比计算式为：3.减速器几何参数的选择
29、3.1廓线方程的建立新型减速器减速部分的动、定摆线盘是以一条封闭的短幅内外摆线作为理论齿廓曲线。按无包心形成法（图2-3（c）、（d），以动圆绕基圆公转的转角为参变量，短幅外摆线的理论廓线方程为：短幅内摆线的理论廓线方程为：3.2运动、几何参数的设计内外摆线方程中的各几何、运动参数的设计计算公式列于表3-1。表3-1设计计算公式名称符号计算公式钢球数根据传动比确定偏心距A根据传动功率和机型大小选取钢球直径根据传动功率和机型大小选取外摆基圆半径内摆基圆半径滚圆半径钢球分布圆半径外摆线波数内摆线波数短幅系数球径系数3.2.1齿廓曲线参数的选择将nb=ne+1=nh代入第二章建立的摆线参数方程可以得
30、到：短幅外摆线： (3-1)短幅内摆线： （3-2）由（3-1）、（3-2）两方程式可见，确定摆线波形的基本设计参数是nb、r0和k1。以下分别讨论各参数的选择原则。3.2.2钢球数nb的选择此减速器的减速部分由三大构件组成（见图4-1）：中心轮摆线盘、行星轮摆线盘和排列于两摆线盘之间的钢球。减速比只与摆线盘上内、外摆线的波数有关，而减速器实现连续啮合的条件要求外摆线的波数ne，钢球数nb和内摆线波数nh之间满足等式：nb=ne+1=nh-1所以，确定了钢球数后，内外摆线的波数也随之确定，进而确定了减速器的传动比。反之，选择钢球数是根据减速比的设计要求计算出的。对于减速器存在的四种结构类型，由
31、机构转化法计算出的传动比计算式分别是： 图3-1一型机构运动简图一型： 外摆线盘作为固定中心轮，内摆线盘作为行星轮，运动由系杆H输入，由构件V输出（见图3-1） 图3-2二型机构运动简图二型： 图3-2中二型机构中内摆线盘作为固定中心轮，外摆线盘为行星轮。 图3-3三型机构运动简图三型： 图3-3中外摆线盘为行星轮，内摆线盘为中心轮。W机构限制了行星轮的自转，运动由系杆H输入，由中心轮输出。 图3-4四型机构运动简图四型： 其结构相对于三型将内外摆线盘位置对换（图3-4）。所以，对于一型和三型nb=2i-1，对于三型和四型nb=1-2i=3.2.3滚圆半径r0的选择1满足不干涉条件当摆线波数一
32、定时，r0值增大，基圆半径和的值也随之增大，减速器的径向尺寸变大，钢球分布圆上的周节就会增大。由于钢球在其分布圆上等距排列，且运动为独立循环滚动，要使钢球之间不发生干涉并保证正常的运转，必须在钢球之间留有问隙。满足不干涉的条件用球径系数k2表示为：式中：钢球分布圆直径钢球球径其中Db=2nbr0。当r0值减小，钢球数与球径系数不变时，必须要减少钢球的球径，从而降低减速器的承载力。所以吩在满足不干涉条件和钢球承载力时，取最小值。2满足不根切条件摆线槽的加工是由立铣刀在数控铣床上切出的，刀具中心沿短幅摆线的理论轨迹走刀，因此实际与钢球接触的摆线槽轮廓是短幅摆线的等距线。钢球沿摆线槽滚动，其中心轨迹
33、b是短幅摆线。图3-5短幅外摆线的理论廓线与实际廓线的曲率半径对于短幅外摆线而言，实际轮廓是图3-5中实线a轨迹。在内凹部分的实际曲率半径Pa=P+rr即为理论廓线曲率半径与铣刀半径之和。无论铣刀半径取何值，总能切出与理论轮廓等距的一条曲线。在曲线外凸部分，实际曲率半径Pa=P-rr，当rr P时，可切出该理论廓线的等距线；当rr P时，实际廓线发生过切，称作“根切”，从而破坏了曲线的连续性，使构件的运动不能实现预期的运动传递。所以，要保证摆线槽不发生根切，选取吩值时，必须满足不根切条件，短幅外摆线的理论廓线其外凸部分的最小曲率半径，要大于铣刀半径。对短幅内摆线，要求其内凹部分的最小曲率半径大
34、子铣刀半径。若出现大于或等于最小曲率半径时，或是减小铣刀半径，或是增大滚圆半径龟，此外可与南值协调选择。3.2.4 k1值的选择1满足不根切条件k1为短幅外摆线的短幅系数，可在01范围内取值。k11时，短幅摆线就是摆线：当k10时，短幅摆线成为一个圆。南与勺一起决定着短幅外摆线的曲率半径。由方程（3-1）、（3-2）的到短幅摆线曲率半径为：短幅外摆线 （3-3）短幅内摆线 （3-4）一条连续封闭的短幅外摆线是由个完全相同的波构成的，将代入（3-3）式，得到一个完整波形的曲率半径 （3-5）同理将代入（3-4）式得 （3-6）由该式可以看出摆线得曲率半径在一波内是变化得。k1=1时由（3-5）、
35、（3-6）得到、，时，；其余，即外摆线为外凸的，内摆线是内凹的，在一波的起点和终点处内、外摆线为尖角。这样，由于外摆线槽的工作齿廓是理论廓线内圈的一条等距线，内摆线槽的工作齿廓是外圈的一条等距线，实际齿廓必定产生根切。短幅系数k11时，短幅外摆线在起止位置处向内凹，短幅内摆线则向外凸，实际齿廓在该处不会产生根切（参见r0值的讨论），而只在外摆线的外凸部分，内摆线的内凹部分，且时产生根切。k1取值越小，越不易产生根切。一般。2压力角短幅系数影响着曲线的弯曲程度，也就影响到啮合的压力角，短幅系数值越大，曲率半径越小，曲线波形越陡，相应的啮合点越小。由于啮合点的压力角各不相同，取最小压力角与短幅系数
36、作比较，由图3-6可见，随k1值的增大，最小压力角逐渐减小。压力角小，机构的传动性能好，因此k11时，传力效果最佳。图3-6短幅系数与压力角的关系3承载能力其一，从接触强度考虑。赢值越大，曲率半径越小，工作时齿面接触应力大，传动的承载能力降低。在该处易磨损，寿命短。其二，从输出机构考虑。W机构中滚珠的直径d=dw-2e=dw-2k1r0，在传动比较小时，波数少，W机构环形槽的分布圆直径受到限制，环形槽直径dw也受到限制。又当r0不变时，由上式得出k1值增大，d值减小，必然降低了输出机构的承载能力。其三，当r0一定，k1值减小，节点P到回转中心的距离减小（r0=n0k1r0）。比较图3-7（a）
37、和（b）可以看到：由摆线轮中Oe(Oh)到个啮合点压力作用线的垂直距离（及力臂）相应减小。图（b）中的OeC1、OeC2(OhC1、OhC2)小于图（a）中相应的线段长，故传递同样大小的扭距时，作用力就要增大，转臂轴承的受力也要增大，由于转臂轴承是机构的薄弱环节，从而从限制了整机的承载能力。 短幅外摆k10.75 短幅内摆k10.75 （a） 短幅外摆k10.45 短幅内摆k10.45 （b）图3-7 k1大小对力臂的影响综上分析，从压力角和承载能力方面考虑，以k1值取大较优。但k1值过大又会产生根切，反而会降低承载能力。3.2.5结论从以上分析可以得出，摆线参数方程中三个基本参数的选择原则：
38、（1）nb值由减速器的结构形式和传动比的设计要求计算得到。（2）r0值在满足不干涉条件和不根切条件时，选取最小值以使机构外形尺寸最小。（3）k1值推荐在0.50.85之间选取。当机构以传递运动为主时，k1选取较小值；当机构以传递动力为主时，k1选取较大值，此时需考虑避免齿廓发生根切，可以通过与r0值相协调达到设计要求。4.结构设计计算4.1总体布局双摆线钢球减速器总体结构可类比摆线针轮减速器的结构进行设计。输入、输出轴同轴线布置。壳体有两种方案：其一为带机座，适宜机型较大时；其二为无机座与电机直连型，适宜机型较小时。壳体外形可设计成圆形、方型、六角型或其它任意形状，表面布置一定数量的散热片。当
39、滚动体为钢球时，增设轴向预紧装置，通过预压螺母、圆锥滚子轴承来调节；当滚动体为短圆柱时，轴向间隙可通过端盖与壳体问的垫片来调节。二级双摆线钢球行星传动减速器结构如图4.1所示图4-1减速器结构简图1万向联轴节；2钢球Q1；3轴承A2；4输入轴O1：5轴承A1；6固定摆线盘B1；7偏心盘B2、B3；8轴承A3：9轴承A4：10轴承A5；11输出摆线盘轴；12轴承A6；13一循环钢球Q24.2传动原理及特点4.2.1工作原理按图4-1所示结构装配后，动、定摆线盘端面上的内外摆线槽组成一条封闭的循环滚道。当主动轴以n1的转速（角速度）输入时，输入轴O1通过轴承A2驱动偏心盘B2旋转，由于固定摆线盘与
40、钢球Q1的作用，得到一级减速；然后偏心盘B2通过万向联轴节使偏心盘B3旋转，而偏心盘B3则通过循环钢球Q2来驱动输出摆线盘轴，使其按n2转速（角速度）输出。4.2.2机构特点（1）双摆线钢球减速器与摆线针轮减速器机构上有类似之处，但减速部分的机构大大简化了。避免了摆线针轮结构中针轮易折断的缺点。大传动比时，不存在针轮间隔抽齿的问题，因而增大的重迭系数，传动的连续性好，传动平稳，传动效率和承载能力较高。（2）理论上，钢球只在循环滚道中作纯滚动，摩擦损耗低。钢球与内外摆线槽为凹凸无齿啮合，接触面积大，曲率半径相近，接触应力小，抗疲劳点蚀能力强，使用寿命长。（3）减速器的外形结构尺寸主要取决于钢球直
41、径和钢球分布圆直径的大小，在满足传动功率的条件下，可实现减速器的微型化，甚至可以设计成一种特制的减速轴承。（4）由于结构相当简单，大部分机件为标准件，因此制造方便，成本低，易于实现标准化。（5）设计计算步骤、方法简单，易于实现计算机程序化设计。4.3减速器的失效分析及材料选择4.3.1减速器可能出现的失效形式对任何类型的减速器，其破坏失效形式不外乎两种情况：第一种是如断齿、断轴、轴承破裂等使减速器不能正常或无法工作的严重破坏。这种情况一般通过强度计算保证其在寿命期内不至于出现。第二种是如磨损、点蚀、胶合等造成减速器工作性能下降（如承载能力、传动效率）的失效，在以传递运动为主、要求传动精度较高的
42、传动系统中，这种破坏是主要失效形式。对于摆线钢球减速器来说，钢球与内外摆线组成的曲线轨道是按严格的理论曲线进行纯滚动啮合减速。那么，当轨道出现磨损后，纯滚动条件被破坏，造成钢球与滚道问产生一定的间隙及摩擦滑动，这样，一方面使传动精度下降，另一方面摩擦发热引起温升过高，会加剧发生点蚀、胶合破坏的可能性。因此，摆线钢球减速器的主要破坏失效形式是嗍：（1）摆线槽工作表面的磨损、接触应力引起的胶合、疲劳点蚀等。功率较大时，摆线的波峰也有发生塑性变形、剪切撕裂的可能性。（2）转臂轴承的疲劳破坏。4.3.2材料选择和热处理根据失效分析可知，减速器的主要传动零件需具有较高的抗磨损、抗点蚀、抗胶合的能力。因此
43、，零件工作表面应达到较高的硬度。类比其它减速器并考虑到摆线盘较薄，热处理时易变形等具体情况，选用的材料及热处理方法见表4-1。零件材料热处理硬度（动、定）摆线盘38CrMoAlA调质后整体氮化HRC60以上输入轴45调质220250HBS输出轴38CrMoAlA调质后局部氮化HRC4550壳体HT200灰铁时效预压端盖45调质偏心块Q235轴承盖Q235表4-1选用的材料及热处理方法4.4设计步骤的简要说明（1）确定减速器总传动比、分配各级传动比（2）根据传动比i、传动功率、输入转速，确定钢球数nb，计算内外摆线波数ne、nh（3）选定钢球直径db、偏心距A；（4）计算钢球分布圆直径Rb、动圆
44、半径r0、短幅系数k1；（5）计算内外摆线基圆半径rh、re。（6）确定摆线盘结构尺寸摆线盘内孔径外径摆线槽深盘厚式中：A-摆线盘内空最小壁厚（）（7）确定W机构尺寸W机构钢球直径dw球窝分布圆半径球窝最大半径球窝深（8）根据d0初选转臂轴承型号，根据轴承内径确定输入轴偏心段直径dp，然后参考A、dp计算输入轴其余各段直径；（9）输出轴最大直径（10）根据工作载荷、输入转速等，校验各接触面的接触强度、转臂轴承寿命、输入输出轴的强度刚度；（11）精度等级按IT68级选配；（12）壳体内腔径向尺寸。大功率机型壳体与底座整体铸造；小功率不带底座为宜。结构允许的情况下，尽可能加大壳体外形尺寸，以利于散热；4.5结构的初步设计根据前面的讨论分析，我们对该减速器的传动原理和结构已经有了较全面的了解，为了能够获得更直观的认识，我们初步选定了一组设计参数，接下来将详细的介绍设计过程。4.5.1参数选定及计算合理地分配传动比，是传动装置总体设计中的一个重要问题，它将直接影响到传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件。总传动比分配的一般原则如下:（1）各级传动比都应该在常用的合理范围内，以符合各种传动形式的工作特点，并使结构比较紧凑。（2）使各级传动获得较小的外形尺寸和较小的重量。（3）各级传动摆线盘的尺寸尽量接
